4 Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи
Вращающий момент
на валу шестерни Т2=
Н*м при угловой
скорости вращения:
,
передаточное число цилиндрической
передачи: U2=4,
вращающий момент на валу колеса Т3=544,428
Н*м
Для изготовления шестерни выбираем сталь 45, с твердостью НВ 230, для изготовления колеса – сталь 45 с твердостью НВ 200 [1, т. 11.6]
4.1. Расчет передачи на прочность
Определение контактного допускаемого напряжения:
,
где
- коэффициент долговечности; предел
контактной выносливости для стали
HB<350:
[2,
т. 3.2]; [SH]=1.1
– коэффициент безопасности [2, т. 3.2]
Для шестерни: 
Для колеса:
КНβ=1,07-коэффициент
учитывающий распределение нагрузки по
зубьям при несимметричном расположении
колес [2, т. 3.1], а также принимаем коэффициент
ширины венца по межосевому расстоянию:
[2,c.36]
Рассчитаем межосевое расстояние:
,
для прямозубых колес примем коэффициент
Ка
=49,5; 
=
=428МПа – контактное допускаемое
напряжение.
Находим основные параметры шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи.
Межосевое расстояние:
имем
е:евому расстоянию: колеса.:как полученное
отношение для него
по ГОСТ 2185-66 [2,c.36]
Нормальный модуль зацепления вычисляется по формуле:
,
примем mn=6мм
по ГОСТ 9563-60 [2, c.36]
Назначим количество зубьев: для шестерни z1=25, для колеса: z2=z1·u2=25·4=100.
Делительные диаметры:
для шестерни d1=mn*z1=6*25=150мм
для колеса d2=mn*z2=6*100=600мм
Диаметры окружностей вершин зубьев:
для шестерни da1=d1+2mn=150+2·6=162мм
для колеса da2=d2+2mn=600+2·6=612мм
Ширина колеса: b2=ψba*aw=0.25·400=100мм
Ширина шестерни на 5 мм больше: b1=b2+5=105мм
Проверим передачу на контактную прочность.
Коэффициент ширины шестерни по делительному диаметру:
Окружная скорость колес:
.
Найдем коэффициент нагрузки:
KH=KHα*KHβ*KHυ,
где KHα=1,09 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями [2, т.3.4]
КНβ=1.07 - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по зубьям
KHυ=1,05-коэффициент
динамичности нагрузки при скорости 
[2, т.3.6]
Таким образом, KH=1,07·1,09·1,05=1,225
Контактное напряжение находится по формуле:
Необходимое условие прочности выполнено.
Проверим зубья на выносливость по напряжению изгиба.
Расчет будем вести по тому колесу, для которого отношение [σF]/yF меньше, где [σF] - допускаемое напряжение изгиба при расчете зубьев на выносливость, yF – коэффициент формы зуба.
Принимаем yF=3.9, yF=3.6 [2, c.42]
,где 
=1.8·HB-предел контактной
выносливости зубьев при изгибе [2, т.3.9];
Для шестерни: 
Для колеса: 
- коэффициент
запаса прочности.
=1,75,
для поковок и штамповок
=1,
=1,75·1=1,75
[2, т.3.9]
Допускаемые напряжения изгиба при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни:
для колеса:
Определим наименее прочное колесо передачи по отношению [σF]/yF:
для шестерни: [σF1]/yF1=237/3,9≈61МПа
для колеса: [σF2]/yF2=206/3,6≈57МПа
Следовательно, расчет на выносливость по напряжению изгиба будем вести по колесу. Напряжение изгиба:
,
где 
-окружная сила,
действующая на зуб колеса; kF
– коэффициент нагрузки.
kF = KFβ*KFυ , где KFβ=1,145-коэффициент распределения нагрузки по ширине зуба [2, т.3.7]; KFυ=1,25 - коэффициент динамичности нагрузки [2, т.3.8], получаем: kF=1,145·1,25=1,431.
Таким образом, 
.Найденное значение
меньше допустимого.
4.2. Расчет соединения промежуточного вала с шестерней цилиндрической передачи:
Посадочный диаметр
на промежуточный вал
,
где
: : исел зубтьт эвках и напряжением
изгибастерни:для прямозубых м расположение
колес, твердости НВ
Длина ступицы шестерни: LCT=1,2·31≈38мм, однако длина ступицы не может быть меньше ширины шестерни, поэтому: LCT=b1=105мм.
Для соединения вала с шестерней используем шпоночное соединение.
Подберем длину шпонки приблизительно на 10 мм меньше длины ступицы: lшпонки=90мм (по ГОСТ 23360-78).
Справочные данные шпоночного соединения [2, т.8.9]:
ширина шпонки: b=16мм,
высота шпонки: h=10мм,
длина шпонки: l=90мм,
глубина паза в валу t1=6мм,
глубина паза в ступицу t2=4мм.
Шпонка рассчитывается на прочность при смятии:
,
где 
-допускаемое
напряжение смятия.
-
сила, действующая на шпонку,
-
площадь смятия.
,
необходимое условие на прочность
соблюдается.